Курсовая детали машин. Курсовая работа Д.М и О.К. 1 Введение 3 Разработка схемы запасовки каната 4

• Название: 1 Введение 3 Разработка схемы запасовки каната 4
• Анкор: Курсовая детали машин
• Дата: 31.10.2021
• Размер: 190.5 Kb.
• Имя файла: Курсовая работа Д.М и О.К.doc
• Тип: Реферат; #260111

Содержание

1 Введение 3

2. 
   Разработка схемы запасовки каната 4
   
3. 
   Определение максимальной нагрузки на канат 4
   

4 Выбор стандартного каната 5

5 Определение расчетным путем минимально допустимого диаметра блоков и барабана 6

6 Выбор стандартного барабана и блока 6

7 Определение минимально необходимого диаметра шпилек крепления каната к барабану, а также подбор стандартной шпильки 7

8 Выбор стандартного крюка 8

9 Выбор электродвигателя 8

10 Выбор стандартного электродвигателя 9

11 Определение необходимого передаточного числа редуктора с целью
обеспечения заданной скорости подъема груза 10

12. 
    Выбор редуктора 10
    
13. 
    Определение тормозного момента колодочного тормоза и выбор
    

стандартного электромагнитного тормоза для переменного тока 10

14 Поверочный расчет на прочность траверсы подвески 11

15 Список литературы 13
1. Введение.

Стреловые консольные краны предназначены для обслуживания площадей, расположенных непосредственно вдоль подкранового пути.

Консольные краны можно разделить на стационарные на колонне, настенные, передвижные, поворотные и неповоротные, велосипедные, передвигающие по одному рельсу.

Грузозахватное устройство располагают подвешенным на консоли или тележке, передвигающейся по консоли.

Механизм передвижения этих кранов может иметь одно или оба колеса ведущими.

Консольные краны могут быть поворотными и неповоротными, у неповоротных крапин вылет изменяют с помощью грузовой тележки и тали, передвигающейся по консоли крана, а у поворотных кранов – поворотом консоли и передвижением крана.

2. Разработка схемы запасовки каната.



3. Определение максимальной нагрузки на канат.

Максимальную нагрузку на канат определим по формуле [1]:
, где
– вес поднимаемого груза;
– общий КПД системы полиспастов.



где
общий КПД всех подвижных блоков,
–общий КПД всех неподвижных блоков, .

t – число направляющих блоков, t = 4,

а – кратность системы полиспастов.

а = Z_гр. / Z_б., где
Z_гр – число ветвей, на которых висит груз, Z_гр = 4;

Z_б – число ветвей, возвращающихся на барабан, Z_б = 1.

а = 4 / 1 = 4.

= m_max * g,

где m_max – максимальная масса груза,

g – ускорение свободного падения, g = 9,8 кг/м².

m_max =5,9 * М (т), где

М² = 1,66 (табл.);

отсюда 1,29.

m_max = 5,9 *10³ * 1,29 = 7,6*10³ (кг)

= 7,6 * 10³ * 9,8 ≈ 75*10³(Н)

= 0,98² * 0,95³ ≈ 0,82

= 75*10³*(1-0,82)/(1-0,82⁴)* *0,82⁴ = 54,55*10³ (Н)

Таким образом разрывное усилие на канат равно 5566 кг.

4. Выбор стандартного каната.

Принимаем канат типа ТК6х19=114 (ГОСТ 3070-66) при Q_кр.=160 кг/мм², d_r = 12,5 мм.[2]

P_к = Р_кi * z_гр., где

Р_кi – разрывное усилие одного каната, Р_ки = 7790 кг (табл.).

z_гр. – число ветвей, на которых висит груз, z_гр. = 4. Р_к. = 7790 * 4 = 31160 кг.
Коэффициент запаса прочности каната составляет:

К_к = Р_к. / = 31160 / 5566 = 5,6 ≥ 5,5

К_к габл.- 5,5, отсюда следует, что (К_к =5,6) > (К_к табл.= 5,5)

Полученное значение К_к удовлетворяет рекомендациям, поэтому можно сделать вывод об удовлетворительной прочности выбранного каната.

5. Определение расчетным путем минимально допустимого диаметра

блоков и барабана.

Минимально допустимый диаметр блока и барабана подберем по диаметру каната:

Д_{бл min} = (е –1) * d_к, где

е – коэффициент, учитывающий особенности работы механизма, в данном случае е = 20 (табл.16 [2])

Д_{бл min} = (20-1)*12,5 = 237,5мм ≈ 238 мм

6. Выбор стандартного барабана и блока.

Так как увеличение диаметра блоков и барабана приводит к повышению долговечности каната, то принимаем диаметр барабана по центру наматываемого каната равным 260 мм марки БК 260 ([2] табл.63, стр.401).

Определяем необходимую длину каната:

L = H_max * a + (Z_з + Z_к)*π*(D_б + d_к), где

H_max – высота подъема груза, H_max = 16 м;

а – кратность системы полиспастов, а = 4;

Z_з – величина каната, которая наматывается на барабан для уменьшения нагрузки на крепление, Z_з = 1,5 оборота;

Z_к – длина каната, необходимого для его закрепления на барабане, Z_к = 2 оборота;

D_б – диаметр блока (стандартный), D_б = 0,260 м;

d_к – диаметр каната, d_к = 0,0125 м.

L = 16 * 4 + (1,5 + 2) * 3,14 * (0,260 + 0,0125) = 66,99 ≈ 77м.

Определяем необходимую длину барабана:
L_б = L * d_к / π * m * (D_б + m * d_к), где
m – слойность навивки каната на барабан(определяется конструктивно),
L_б = 77 * 0,0125 / 3,14 * 1 * (0,260 + 1 * 0,0125) ≈ 1,13м.

Согласно расчету принимаем стандартную длину барабана равной 1300 мм (1,3 м).

7. Определение минимально необходимого диаметра шпилек крепления каната к барабану, а также подбор стандартной шпильки.

Допускаемое напряжение для материала шпильки [σ] = 80 МПа. Условие прочности σ_сумм. ≤ [σ],

σ_сумм. = 1,3 * k * N / Z * π * d₁² / 4 + k * Т* 1 / Z * 0,1 * d₁²,

где k – коэффициент запаса прочности креплений, k = 1,5 (при механическом исполнении лебедки).

;
.

где f – коэффициент трения каната о барабан, f = 0,15;

α – дополнительный угол охвата канатом барабана, α = Зπ = 3*3,14 = 9,42 или 1,5 оборота;

Т – изгибающий момент,

Т = 2 *f * N

d_{1 –} диаметр шпильки М18, d₁= 18 мм,

l – длина шпильки над барабаном, принимаем, l = d₁ = 2 * 18 = 36 мм.

Z – количество шпилек, Z = 2.





Т = 2 * 0,15 * 21739 = 6522 Н·м

σ_сумм. = 1,3*1,5*21739/2*3,14*0,018²/4 + 1,5*6522*0,036/2*0,1*0,018³ = 38,51 МПа

38,51 МПа ≤ 80 МПа – условие выполняется.

Принимаем шпильку М18 по ГОСТ 22032-78

8. Выбор стандартного крюка.

Крюк подбираем по номинальной грузоподъемности (m_max = 7,6тн) - №16 по ГОСТ 6627-66 на крюки однорогие для механизмов с машинным приводом. Принимаем двухблочную крюковую подвеску ([3], стр.25).
9. Выбор электродвигателя.


а) Определяем фактическую относительную продолжительность включения ПВ двигателя.



где – время работы механизма в течение цикла, = 8,3 мин,

– время цикла работы, = 12 мин.



б) Определяем значение средней статической мощности за цикл.

, где

k – коэффициент, учитывающий увеличение нагрузки в период пуска и

эл. торможения, k = 1,2.

N_i – различные значения статической мощности за цикл.

; где g = 9,8 м/с²

m₁ = 7,6 · 10³ кг;

m₂ = 3,3 · M· 10³ = 3,3 · 1,29 · 10³ = 4,3 · 10³

m₃ = 1,5 · M · 10³ = 1,5 · 1,29 · 10³ = 1,9 · 10³







в) Определяем номинальную мощность эл. двигателя.



Где ПВ_Н – процент включения нормированный, ПВ_Н = 60%.



10. Выбор стандартного электродвигателя.

На основании произведенных расчетов принимаем двигатель типа МТВ 312-8 с мощностью 8,5 кВт и частотой вращения эл. двигателя 710 об/мин по ([2], табл. 88, стр. 439).

11. Определение необходимого передаточного числа редуктора с целью обеспечения заданной скорости подъема груза.



где – частота вращения эл.двигателя, = 710 об/мин,

– диаметр барабана, = 0,260 м,

– кратность системы полиспастов, = 4,

– заданная скорость груза, = 0,204 м/сек.



12. Выбор редуктора.

На основании произведенных расчетов принимаем горизонтальный двухступенчатый с цилиндрическими зубчатыми колесами редуктор типа Ц 2 с мощностью 15кВт, передаточным числом = 12,41 и максимально допускаемой частотой вращения быстроходного вала 600 об/мин [2].

Определим относительное отклонение скорости подъема груза при применении вышеуказанного редуктора от заданной, по формуле:



Редуктор выбран верно и удовлетворяет поставленным условиям.

13. Определение тормозного момента колодочного тормоза и выбор стандартного электромагнитного тормоза для переменного тока.



где – коэффициент запаса торможения, = 1,75;

– окружная сила на барабане,

G_гр – вес груза, G_гр = 75 ·10³Н;

Д_б – диаметр барабана, Д_б = 0,260 м,

m – число наматываемых на барабан слоев каната, m = 1;

d_к – диаметр каната, d_к = 0,125м;

– коэффициент полезного действия лебедки, = 0,8;

– передаточное число редуктора (фактическое), = 12.





Согласно расчетов выбираем стандартный эл. магнитный тормоз для генного тока типа ТКТ-300 с = 5000 Нм ([2], табл.82, стр. 431). Так как выбранный тормоз имеет момент значительно больший, чем это требуется для работы механизма, то для уменьшения динамических нагрузок при торможении необходимо настроить тормоз на расчетный тормозной момент 2981 Нм, сделать запись в технических требованиях к схеме компановки.
14. Проверочный расчет на прочность траверсы подвески.

1. Определим нагрузку с учетом коэффициента ударных нагрузок при массе 15тн (К_у = 2,7):



2. Определим предельные допустимые напряжения:



где – коэффициент запаса прочности, = 2,5.

Материал траверсы ст.45: = 360 ·10⁶ Па



3. Определим необходимый момент сопротивления сечения.





где = 202500 Н,





Примем ширину траверсы В = (d_Н + 10....15) = 70 + 15 = 85 мм

Диаметр отверстия для прохода шейки крюка равен:

d₂ = (d_o + 2…3) = 56 + 2 = 58 мм

4. Находим высоту траверсы, Н.



Высоту траверсы принимаем 2см.

5. Определим фактический момент сопротивления.



6. Определим фактическое напряжение, возникающее в опасном сечении траверсы.



= 144 МПа ≥ = 65 МПа, следовательно, прочность обеспечена.
15. Список литературы

1. Руденко Н.Ф. и др. Курсовое проектирование грузоподъемных машин, Москва, Машиностроение, 1971.

2. Попков Е.Ф., Каракулов М.Н. Методическое указание к лабораторной работе «Определение основных кинематических и силовых параметров механизмов консольного стрелового крана», изд-во ВФ ГОУ ВПО ИжГТУ, Воткинск, 2002.